Tìm hiểu về Băng đai cao su

Chương 1 : GIỚI THIỆU VỀ BĂNG ĐAI CAO SU ß 1 . Giới thiệu . Băng tải là một trong những loại máy vận chuyển được sử dụng rất phổ biến hiện nay . Nó được sử dụng trong nhiều ngành kinh tế quốc dân . Đặc biệt là trong các cảng biển , xí nghiệp sản xuất vật liệu xây dựng ,phân bón … Băng tải có nhiều ưu điểm như : khối lượng vận chuyển lớn , tính liên tục cao , sử dụng lượng nhân công ít . Bên cạnh những ưu điểm đó nó cũng có những nhược điểm như là : diện tích chiếm chỗ lớn , thiết bị cồng kềnh , không vận chuyển được các loại hàng có khối lượng lớn . Băng đai cao su là loại máy vận chuyển liên tục với bộ phận kéo bằng tang có gắn dây băng cao su tạo thành máng mang tải , trong đó vật liệu vận chuyển không có chuyển động tương đối, đối với băng nên khi vận chuyển không bị nghiền nát . Băng đai cao su được dùng nhiều trong các ngành công nghiệp như :khai khoáng , vật liệu xây dựng,vận chuyển than,vận chuyển muối cơng nghiệp … Người ta dùng băng đai cao su để vận chuyển hàng rời , hàng kết dính hoặc hàng đơn chiếc ( có khối lượng không lớn ) . ß 2 . Các thông số kỹ thuật của băng cao su . Băng cao su vận chuyển muối công nghiệp có các thông số sau : Năng suất : Q =50 T/h . Chiều dài vận chuyển theo phương ngang : Ln =90 m . Tốc độ chuyển động của dây băng : v = 1.6 m/s . Khối lượng riêng của hàng : g = 0.75 T/m3 . Theo phân loại ở bảng 4.2,[ I ] , hàng thuộc nhóm hàng hạt nhỏ . Thiết bị dỡ tải kiểu gạt . Hệ thống cấp liệu bằng phễu . Chương 2 : TÍNH TOÁN BĂNG CAO SU Tính toán băng cao su ngang để vận chuyển muối công nghiệp dỡ tải kiểu gạt với các thông số sau : - Q = 60 T/h . - Ln = 80 m . Cơ sở tính toán dựa trên tài liệu tính toán MÁY NÂNG CHUYỂN [ I ]. ß 1 . Tính toán chiều rộng của băng cao su . Theo bảng ( 7.1,[ I ]) vật liệu vận chuyển làmuối công nghiệp, ta chọn loại băng phẳng, có thành, có con lăn kiểu PPK . Đối với hàng rời yêu cầu tấm băng phải khít , đòi hỏi che chắn phần hành trình tránh rơi vãi hàng hóa . Tra bảng ( 4.1 , [ I ] ) ta có : Khối lượng riêng : g = (0,72 : 1.28) T/m3 chon g=0.75 * Chiều rộng dây băng : Trong đó : Q = 50 (T/h) : Năng suất của băng. v = 1,6 (m/s) : Tốc độ dây băng. g = 0,8 (T/m) : Khối lượng riêng của hàng. Tra bảng ( 2.2,[ I ] ). k = 535 : Hệ số phụ thuộc góc dốc tự nhiên của hàng. Tra bảng ( 6.13,[ I ]). kb = 1 : Hệ số phụ thuộc góc nghiêng của băng. Tra bảng (6.14,[ I ]). Theo qui định ở bảng 4.2 [ I ] và từ bảng 4.3 [ I ] ta chọn dây băng công dụng chung loại 2 . Theo bảng 4.4 [ I ] chọn loại dây băng có B = 500 mm , có 3 lớp màng cốt bằng vải bạt B–820 , có bọc cao su ở hai mặt làm việc dày 3 mm và mặt không làm việc dày 1 mm ( Bảng 4.6 , [ I ] ) . Ký hiệu dây băng đã chọn : L2 – 500 –4B – 820 – 3 – 1 GOCT 20 – 60 . * Chiều rộng nhỏ nhất của dây băng :( 6.1 , [ I ] ) . Bmin = 2 .1.6 + 200 = 2 .1,6 +200 = 203.2 ( mm ) < 500 ( mm ); ß 2 . Tính toán các lực căng băng . * Tải trọng trên một đơn vị do khối lượng hàng : * Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng dây băng : qb = 1,1 . B . d ( công thức 4.11,[ I ] ); Trong đó : B = 500 mm : Chiều rộng dây băng . Chiều dày dây băng : d = d1 + i.dm + dk ; ( 4.1 , [ I ] ) dm= 1,5 mm : Chiều dày một lớp màng cốt ( 4.5 , [ I ] ). d1 = 3 mm : Chiều dày lớp bọc cao su mặt làm việc của dây băng . dk = 1 mm : Chiều dày lớp bọc cao su mặt không làm việc của dây băng. i = 3 : Số lớp màng cốt . Þ d = 3 + 3´1,5 +1 =8,5 (mm) . Suy ra : qb = 1,1 . 0,5 . 8,5 = 3,74 ( kg/m ); Theo qui định ở bảng 6.8,[ I ] lấy đường kính con lăn đỡ bằng 102 mm . Theo số liệu ở bảng 6.9 ,[ I ] lấy khoảng cách giữa các con lăn đỡ ở nhánh băng làm việc lt = 1500 mm , khoảng cách giữa các con lăn đỡ ở nhánh băng không tải lk = 3000 mm. Từ bảng 6.15 [ I ] , ta tìm được khối lượng phần quay của các con lăn đỡ nằm ngang Gt = 10 (kg ). Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do khối lượng phần quay của các con lăn : Ở nhánh có tải : Ở nhánh không tải : Như vậy phù hợp với số liệu cho trong bảng 6.10 , [ I ] . Tải trọng trên một đơn vị chiều dài do phần chuyển động của băng tải : qbt = 2´qb + qt + qk = 2´3,74 + 6,7 +3,3 = 17,48 ( KG/m ) ; ( 6.7 , [ I ] ) Để xác định sơ bộ lực kéo của băng , đầu tiên ta tìm : + Hệ số cản : w = 0,06 ; tra bảng 6.16 , [ I ] . + Chiều dài của dây băng theo phương ngang : L = Ln =90 ( m) . + Hệ số : m = m1 ´ m2 ´ m3 ´ m4 ´ m5 = 1,1 ´ 1 ´ 1 ´ 1.05 ´ 1 =1,155 ; ( 6.8 , [ I ]) . + Lực cản của thiết bị dỡ tải kiểu thanh gạt : Wg = ( 2,7 ¸ 3,6 ) ´ q ´ B = ( 2,7 ¸ 3,6 ) ´ 17,48 ´ 0,5 = 24 ¸ 32 ( KG ); ( 5.27 , [ I ] ) . Lấy Wg = 32 ( KG ) . Lực kéo của băng : Wo = [ w.L .( q + qb ) +q.H ].m +Wg ; ( 6.8 , [ I ] ) . = [ 0,06 . 40 .( 17,48 + 3,74 ) ]. 1.155 + 32 = 133,61 ( KG ) . Từ bảng 6.6 lấy hệ số bám giữa dây băng cao su với tang thép trong không khí ẩm : m =0,25 Lấy góc ôm của dây băng trên tang bằng 180° , theo bảng 6.19 ,[ I ] tìm được hệ số: ks = 1,75. Lực căng tĩnh lớn nhất của dây băng : Smax = ks . Wo = 1,75 . 133,61 = 233,85 ( KG ). Theo bảng 6.18,[ I ] dự trữ độ bền tiêu chuẩn qui định của dây băng n = 9 . Theo bảng 4.7,[ I ] , giới hạn bền của lớp màng cốt trong dây băng đã chọn : k = 55 ( KG/cm ) . Kiểm tra số lớp màng cốt cần thiết trong dây băng : Như vậy là thỏa mãn . Đường kính cần thiết của tang truyền động : Dt ³ a.i = 125 . 3 = 375 (mm) ; ( 6.10,[ I ] ). Ở đây hệ số a = 125 lấy theo bảng 6.5,[ I ] , còn đường kính Dt = 400 (mm) Phù hợp với dãy tiêu chuẩn của GOCT 10624 – 63 . Đường kính tang căng băng lấy bằng 0,8.Dt = 0,8.400 = 320 (mm). Chiều dài của tang truyền động và tang căng băng lấy theo qui định : Lt = B + 80 = 500 + 80 = 580 (mm) ; ß 3 . Tính toán chính lực ở các điểm trên băng . Băng được phân chia ra thành từng đoạn , giới hạn của chúng được đánh số thứ tự như hình 1.1 . 3 4 5 6 Tang truyền động 2 1 Xác định lực căng của dây băng tại từng điểm riêng của băng theo phương pháp đi vòng theo chu vi . Bắt đầu từ điểm 1, lực căng tại đây là S1 chưa biết . Lực căng tại điểm 2 : S2 = S1 + Wk = S1 + qb.Ln.w = S1 + 3,74.90.0.06 = S1 + 20.196; Lực căng tại điểm 3 : S3 = S2 + Wq = S2 + Sv.(kq – 1) = S2 + S2.(kq – 1) = S1 + 20.196 + ( S1 + 20.196 ).(1,05 – 1) = 1,05. S1 +21.2 ; Lực cản tại điểm vào tải để truyền cho hàng có tốc độ của bộ phận kéo:( 5.24,[ I ] ) Lực cản do thành dẫn hướng của máng vào tải : Wm = 5 . l = 5 . 2 = 10 (KG); ( công thức 2.25,[ I ] ). Tổng lực cản khi vào tải : Wvt = Wt + Wm = 2,77 + 10 = 12,77 (KG ) ; Lực căng tại điểm 4 : S4 = S3 + Wvt = 1,05. S1 + 33.97 ; Lực cản trên đoạn 4 – 5 : W4-5 = ( q + qb ) .w.L4-5 = ( 17,48 + 3,74 ) .0,01.88 = 18,6 ( KG ) ; Lực căng tại điểm 5 : S5 = S4 + W4-5 = 1,05. S1 + 33.97+18.6; = 1,05. S1 + 52.57 ; Lực cản trên đoạn 5 – 6 : W5-6 = Wg = 32 ( KG ) ; Lực căng tại điểm 6 : S6 = S5 + W5-6 = 1,05. S1 + 52.57 + 32 = 1,05. S1 + 84.57; (*) Dùng biểu thức Ơle quan hệ giữa lực căng của nhánh đi vào và nhánh đi ra khỏi tang truyền động : S6 = S1.em.a = S1.e0,25.3,14 = 2,19.S1 ; (**) Trong đó : + m = 0,25 : Hệ số bám giữa dây băng cao su với tang thép . + a = 180° = 3.14 rad : Góc ôm của dây băng trên tang . Từ (*) và (**) suy ra : 1,05. S1 +84.57 = 2,19.S1 Þ S1 = 74.18 ( KG ) ; Suy ra : S6 = 1,05. S1 +84.57 = 1,05.74.18 + 84.57 ; Þ S6 = 162.45 ( KG ) ; Giá trị các lực căng dây băng ở các điểm còn lại : S2 = S1 + 20.19 = 94.37 ( KG ) ; S3 = 1,05. S1 + 21.2 = 1,05. 74.18 + 21.2= 99 ( KG ) ; S4 = 1,05. S1 + 33,97 =1,05. 74.18 + 33.97 = 111.9 ( KG ) ; S5 = 1,05. S1 + 32.57 = 1,05. 74.18 + 32.57 = 130.5 ( KG ) ; Xây dựng biểu đồ lực căng dây băng :H 2.1 6 5 4 2 3 1 Hình 2.1 : Biểu đồ lực căng dây băng . Giá trị chính xác Smax = S6 = 119,75 ( KG ) . Ta kiểm tra độ bền dây băng , số lớp màng cốt cần thiết : Như vậy là thỏa mãn . Kiểm tra đường kính tang truyền động theo áp lực dây băng lên tang : Trong đó : Wo = S6 - S1 = 119,75 – 54,68 = 65,07 ( KG ) ; pt = 10000 ( KG ) ; a = 180° ; m = 0,25 ; Như vậy là thỏa mãn . ß 4 . Tính toán chọn động cơ điện và hộp giảm tốc . Hiệu suất của tang truyền động : ( công thức 6.13,[ I ] ) . Với : wt = 0,035 ; Suy ra : Công suất trên trục truyền động của băng : ( công thức 6.12,[ I ] ). Công suất động cơ để truyền động cho băng : ( công thức 6.15,[ I ] ). N(KW) N(vg/p) 2,2 2840 Từ bảng III.19.2,[ I ] chọn động cơ điện loại A02 – 22 – 2 có các thông số sau Tốc độ quay của tang truyền động : ( công thức 6.16,[ I ] ) . Tỷ số truyền cần thiết của bộ truyền : Theo bảng III.22.2,[ I ] , chọn hộp giảm tốc tiêu chuẩn 2 – 300 có các thông số sau : + Tỷ số truyền : i = 41,34 + Tốc độ quay : n = 1500 vòng /phút trên trục quay nhanh . Kiểm tra chính xác tốc độ dây băng : ( công thức 6.18,[ I ] ). Ta thấy không khác nhiều so với tốc độ đã chọn . Năng suất thực của băng : ( công thức 6.19,[ I ] ) . Q = k . kb . ( 0,9.B – 0,05 )2 .vt . g = 550.1.( 0,9.0,5 – 0,05 )2 .1,438.0.75=94,91(T/h); Lực ở thiết bị căng băng : ( công thức 6.20,[ I ] ). Sc = Sv + Sr = S2 + S3 = 94,37 + 99 = 193,37 ( KG ) ; Từ bảng III.49,[ I ], chọn tang căng băng 5040 – 60 có :Đường kính Dt = 400 mm, khi dây băng rộng 500 mm . Từ bảng III.64 ta chọn thiết bị căng băng kiểu vít. Từ bảng III.48,[ I ] chọn kích thước tang truyền động ký hiệu 5040 – 60 có đường kính 500 mm. Lực căng nhỏ nhất thực tế trong dây băng Smin = 54,68 (KG) nằm trong giới hạn yêu cầu . ß 5 . Kiểm tra động cơ điện . Động cơ điện chọn phải kiểm tra thời gian mở máy khi tải trọng lớn nhất tác dụng . Thời gian mở máy ( Khởi động ) : Trong đó : ( G D2 )qd : Mômen đà tương đương của hệ thống cơ cấu , quy đổi tới trục động cơ . n : Số vòng quay của trục động cơ . Md : Mômen dư của động cơ . Tính : (GD2)qdq : Mômen đà tương đương của hệ thống của những khối quay . (GD2)qdq = d . GD2 d = 1,1 : Hệ số tính tới ảnh hưởng của những khối lượng về bộ truyền . GD2 : Mômen đà tương đương của rôtô và khớp nối . GD2 = 0,33 + 0,0115 = 0,3415 (KG.m2) (GD2)qdtt : Mômen đà tương đương của hệ thống của tổng khối luong chuyển động tịnh tiến . Trong đó : G, Q, v : Khối lượng băng tải , khối lượng hàng , tốc độ dài . n,h : Tốc độ quay của trục động cơ , hiệu suất cơ cấu . Tính : Md = Mkdtb - Mt ymax = 1,8 : Hệ số mômen lớn nhất của động cơ . ymin = 1,1 : Hệ số mômen nhỏ nhất của động cơ . Suy ra : Md = 7,888 – 5,55 = 2,333 (KG.m) Suy ra : Vậy động cơ điện đảm bảm bảo hoạt động tốt . ß 6 . Tính chọn khớp nối . * Khớp nối trục ra của động cơ vàhộp giảm tốc . Mômen định mức của động cơ : Mômen tính toán để chọn khớp : ( công thức 9.1,[ III ] ). Mk = k . Mđm = 1,5 . 5,56 = 8,34 ( KG.m ) ; Trong đó : k = 1,5 : Hệ số tải trọng động , tra bảng ( 9.1,[ III ] ). Theo trị số mômen tính và đường kính trục d = 32 mm. Chọn khớp trục đàn hồi theo tiêu chuẩn GOCT 14084 – 68 . Ký hiệu 32 – 80 có các thông số như sau : d ( mm ) D (mm) L (mm) Mx (KG.m) GD2 (KG.m2) 32 80 138 6 0,0115 * Khớp nối với trục ra của hộp giảm tốc và trục tang : Mômen khớp phải truyền bằng mômen trên tang khi làm việc với sức tải lớn nhất : M = Mtang = Wo.¾ = 281,95. ¾ = 56,39 ( KG.m ) ; Mômen tính toán khớp : Mt = M . k1 . k2 = 56,39 . 1,6 .1,2 = 108,27 ( KG.m ) ; Trong đó : k1 , k2 : các hệ số tính toán lấy theo bảng 9.2,[ II ]. Dựa vào mômen khớp tính toán , theo bảng III.31,[ I ], chọn khớp trục đàn hồi có các thông số như sau : d (mm) D (mm) L (mm) n (vg/ph) M (KG.m) GD2 G (kg) 50 185 145 5000 140 0,21 14,3 ß 7. Tính sức bền trục tang . * Biểu đồ phân bố lực trên trục tang . RA Wo Wo RB A C D B Wo Wo 4 3 2 c 4 3 2 c Mu Mx Sơ đồ tính sức bền trục tang . Ta có : å Y = 0 Þ Wo = RA + RB (1) å MA = 0 Þ Wo .50 + Wo .550 – RB = 0 (2) Từ (1) và (2) suy ra : RA = Wo/2 RB = Wo/2 Trong đó : Wo : Lực võng trên tang . Vậy RB = RA = 72 (KG) . * Biểu đồ mômen : Mặt cắt 1 – 1 : 0 < z1 < 50 mm. Mz = RA . z1 Với : z1 = 0 Þ Mz = 0 z1 = 50 Þ Mz = 13200 (KG.mm) Mặt cắt 2 - 2 : 50 < z2 < 550 mm. Mz = RA . z1 - .(z2 – 50) z2 = 50 Þ Mz = 13200 (KG.mm) z2 = 550 Þ Mz = 13200 (KG.mm) Mặt cắt 3 - 3 : 0 < z3 < 50 mm. Mz = RB . z3 z3 = 0 Þ Mz = 0 z3 = 50 Þ Mz = 13200 (KG.mm) Mômen tương đương ở tiết diện 1 – 1 : Mtd1 = Mu = 13200 (KG.mm) . Mômen tương đương ở tiết diện nguy hiểm c – c : Mtdc-c = Ư (13200)2 + 0,75 . (132000)2 = 115075 (KG.mm) . Mômen tương đương ở tiết diện 2 – 2 : Mtdc-c = Ư (13200)2 + 0,75 . (132000)2 = 115075 (KG.mm) . Mômen tương đương ở tiết diện 4 – 4 : Mtd4-4 = Ư 0,75 . (264000)2 = 228630,7 (KG.mm) . * Tính đường kính trục ở các tiết diện : Lấy [ s ] = 50 N/mm2 - Ở tiết diện c – c : Chọn dc-c = 40 mm . - Ở tiết diện 2 – 2 : Chọn dc-c = 40 mm . - Ở tiết diện 4 – 4 : Chọn d4-4 = 60 mm . Chọn đường kính tại các gối đỡ trục bằng 60 mm . * Kiểm tra bền . - Ứng suất uốn : Trong đó : Mu = 13200 (KG.mm) . Wu = 0,1 .D3 = 0,1 .(60)3 = 21600 (mm3) . Chọn vật liệu chế tạo trục tang là thép 45 có các số liệu cơ tính như sau : sb (N/mm2) sch(N/mm2) s-1(N/mm2) 610 300 250 Þ su < [ su ] . Như vậy thỏa mãn . Trục đủ bền . ß 8 . Tính chọn then và ổ lăn . Chọn then bằng đầu trơn theo tiêu chuẩn TCVN 150 – 64 . Ký hiệu b ´ h ´ e TCVN 150 – 64 ; (bảng 7.23,[ III ]). Có các thông số như sau : b (mm) h (mm) e t t1 16 10 90 5 5,1 Sơ đồ tính ổ : Vì không có lực dọc trục nên A = 0 Þ Q = ¾ = 264 daN Þ C = Q . (n . h )0,3 ; Trong đó : n : số vòng quay của ổ . h : thời gian làm việc thực tế của ổ . Q : tải trọng tương đương . Với n = nt = 47,7 (vòng /phút) ; Tổng số giờ làm việc của ổ : T = A . 365 . 24 . kn . kng . Trong đó : A = 5 năm . kn = 0,5 . kng = 0,7 . Suy ra : T = 5 . 365 . 24 . 0,5 . 0,7 = 15968,75 (h) Thời gian làm việc thực tế của ổ : h = CĐ%.T = 18000 (h) . Suy ra : C = 264 . ( 47,7 . 18000 )0,3 = 15912,60 (daN) . Theo bảng 15P,[ III ] ta chọn ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy cỡ nhẹ có các thông số sau : Ký hiệu d D B L R 1212 40 110 22 38 11,11 * Kết luận . Qua việc tính toán như đã trình bày ở trên đã chọn được hệ động lực cũng như thiết bị an toàn của băng . + Bộ phận động lực gồm có : - Động cơ điện : A02 – 51 – 6 . - Hộp số : 2 – 300 . + Thiết bị an toàn : - Phanh : TKT – 100 . Ngoài ra còn tính toán chọn băng , tang , then , ổ lăn … TÀI LIỆU THAM KHẢO [ I ] . Tính toán máy nâng chuyển . Biên soạn : Phạm Đức . [ II ]. Tính toán máy trục . Huỳnh Văn Hoàng , Đào Trọng Thường . [ III ] . Thiết kế chi tiết máy . Nguyễn Trọng Hiệp , Nguyễn Văn Lẫm . Bản vẽ có tham khảo sách Átlát